Содержание:

ЗАДАНИЕ НА ПРОЕКТИРОВАНИЕ

Спроектировать одноступенчатый горизонтальный конический прямозубый редуктор и цепную передачу для привода к ленточному конвейеру (рис. 12.14). Исходные данные те же, то и в примере §12.1: полезная сила на ленте конвейера f_л = 9 кН: скорость ленты v_л = 1,4 м/с; диаметр барабана D_б = 420 мм. Редуктор нереверсивный, предназначен для дли­тельной эксплуатации; работа односменная; валы установлены на подшипниках качения.

РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ

I. Выбор электродвигателя и кинематический расчет

По табл. 1.1 примем:

КПД пары конических зубчатых колес h₁ = 0,97;

коэффициент, учитывающий потери пары подшипников качения, h₂=0,99;

КПД открытой цепной передачи h₃ =0,92;

коэффициент, учитывающий потери в опорах вала привод­ного барабана,

h₄ = 0,99.

Общий КПД привода

=₁₂²₃₄=0,970,99²0,920,99=0,869

Мощность на валу барабана Р_б = f_лv_л = 9,5 х 1,5 = 14,25 кВт.

Требуемая мощность электродвигателя:

кВт

Угловая скорость барабана

рад/c

Частота вращения барабана

об/мин.

По табл. П1 приложения по требуемой мощности Р_тр = 16,39 кВт выбираем такой же электродвигатель, как и в при­мере §12.1: трехфазный короткозамкнутый серии 4А закры­тый обдуваемый с синхронной частотой вращения 1000 об/мин 4А 160 М2 УЗ с параметрами P_дв = 18,5 кВт и скольжением 2,6% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения п_дв = 1000 – 26 = 974 об/мин

рад/с

Общее передаточное значение привода

Частные передаточные числа можно принять для редуктора по ГОСТ

12289-76 (см. с. 49) и_р = 3,15; тогда для цепной передачи

Частоты вращения и угловые скорости валов редуктора и приводного барабана:

Вал В	об/мин об/мин	рад/с
Вал С	об/мин	рад/с
Вал А	об/мин	рад/с

Вращающие моменты:

на валу шестерни

Н ММ

на валу колеса

Н ММ

II. Расчет зубчатых колес редуктора

Методику расчета, формулы и значения коэффициентов см. § 3.4.

Примем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали с различной термообработкой (полагая, что диаметр заготовки шестерни не превысит 120 мм).

По табл. 3.3 принимаем для шестерни сталь 40ХH улучшен­ную с твердостью НВ 280; для колеса сталь 40ХH улучшен­ную с твердостью НВ 265.

Допускаемые контактные напряжения [по формуле (3.9)]

МПа

Здесь принято по табл. 3.2 для колеса s_{H lim b} = 2НВ + 70 = 2 × 265 + 70 = =600 МПа.

При длительной эксплуатации коэффициент долговечности K_HL = 1.

Коэффициент безопасности примем [S_H] = 1,15.

Коэффициент К_Нb при консольном расположении шестер­ни — К_Нb = 1,35 (см. табл. 3.1).

Коэффициент ширины венца по отношению к внешнему конусному расстоянию y_bRe = 0,285 (рекомендация ГОСТ 12289-76).

Внешний делительный диаметр колеса [по формуле (3.29)]

в этой формуле для прямозубых передач K_d = 99; передаточ­ное число

и = u_р =3,15;

мм

Принимаем по ГОСТ 12289-76 ближайшее стандартное значение

d_е2 =315 мм.

Примем число зубьев шестерни z₁=25.

Число зубьев колеса

Примем z₂ = 79. Тогда

Отклонение от заданного %, что мень­ше установленных ГОСТ 12289 – 76 3%.

Внешний окружной модуль

мм ≈ 4 мм

(округлять т_е до стандартного значения для конических ко­лес не обязательно).

Уточняем значение

d_e2=m_ez₂=479=316 мм

Отклонение от стандартного значения составляет %

что допустимо, так как менее допускаемых 2%.

Углы делительных конусов

Внешнее конусное расстояние R_e и длина зуба b:

мм

мм

Принимаем b = 48 мм. Внешний делительный диаметр шестерни

d_e1=m_ez₁=425=100 мм

Средний делительный диаметр шестерни

d₁=2(R_e-0,5b)sin ₁=2(166-0,548)sin17º34’=85,77 мм.

Внешние диаметры шестерни и колеса (по вершинам зубьев)

d_ae1=d_e1+2m_ecos₁ =100+24cos17º34’=107,62 мм

d_ae2=d_e2+2m_ecos₂ =316+24cos72º26’=318,41 мм

Средний окружной модуль

мм

Коэффициент ширины шестерни по среднему диаметру

Средняя окружная скорость колес

м/с

Для конических передач обычно назначают 7-ю степень точности.

Для проверки контактных напряжений определяем коэффи­циент нагрузки:

K_H=K_HβK_HαK_Hv

По табл. 3.5 при y_bd = 0,56, консольном расположении колес и твердости

НВ < 350 коэффициент, учитывающий рас­пределение нагрузки по длине зуба, К_{H b} = 1,23.

Коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между прямыми зубьями, К_{н a} = 1,0 (см. табл. 3.4).

Коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в за­цеплении, для прямозубых колес при v £ 5 м/с К_нv = 1,05 (см. табл. 3.6).

Таким образом, К_н = 1,23 ^. 1,0 ^. 1,05 = 1,30.

Проверяем контактное напряжение по формуле (3.27):

=

< [_Н] = 522 МПа

Силы в зацеплении:

окружная Н

радиальная для шестерни, равная осевой для колеса,

F_r1=F_a2=F_t·tgα·cosδ₁=3330·tg20º·cos17º34’≈1155 Н.

осевая для шестерни, равная радиальной для колеса,

F_а1=F_r2=F_t·tgα·sinδ₁=3330·tg20º·sin17º34’≈365 Н.

Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба [см. формулу (3.31),]:

Коэффициент нагрузки К_F = К_Fb К_Fv.

По табл. 3.7 при y_bd = 0,56, консольном расположении колес, валах на роликовых подшипниках и твердости HB < 350 значения К_Fb = 1,38.

По табл. 3.8 при твердости НВ < 350, скорости v = 4,35 м/с и 7-й степени точности К_Fv = 1,45 (значение взято для 8-й сте­пени точности в соответствии с указанием на с. 53).

Итак, К_F = 1,38 × 1,45 = 2,00.

Y_F — коэффициент формы зуба выбираем в зависимости от эк­вивалентных чисел зубьев:

для шестерни

для колеса

При этом Y_F1 = 3,88 и Y_f2 = 3,60.

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносли­вость по напряжениям изгиба

По табл. 3.9 для стали 40ХH улучшенной при твердости НВ < 350

s⁰_{F lim b} = 1,8 НВ.

Для шестерни s⁰_{F lim b1} = 1,8 × 270 » 490 МПа;

для колеса s⁰_{F lim b2} = 1,8 × 265 = 477 МПа.

Коэффициент запаса прочности [S_f] = [S_f]' [S_f]". По табл. 3.9 [S_f]' = 1,75; для поковок и штамповок [S_f]" = 1. Таким образом, [S_f] = 1,75 • 1 = 1,75.

Допускаемые напряжения при расчете зубьев на выносли­вость :

для шестерни МПа

для колеса МПа

Для шестерни отношение МПа

для колеса МПа

Дальнейший расчет ведем для зубьев шестерни, так как полу­ченное отношение для нее меньше.

Проверяем зуб колеса: